DE68908181T3 - METHOD FOR OPERATING A COLD STEAM PROCESS UNDER TRANS- OR SUPER-CRITICAL CONDITIONS. - Google Patents
METHOD FOR OPERATING A COLD STEAM PROCESS UNDER TRANS- OR SUPER-CRITICAL CONDITIONS.Info
- Publication number
- DE68908181T3 DE68908181T3 DE68908181T DE68908181T DE68908181T3 DE 68908181 T3 DE68908181 T3 DE 68908181T3 DE 68908181 T DE68908181 T DE 68908181T DE 68908181 T DE68908181 T DE 68908181T DE 68908181 T3 DE68908181 T3 DE 68908181T3
- Authority
- DE
- Germany
- Prior art keywords
- refrigerant
- pressure side
- high pressure
- evaporator
- pressure
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Lifetime
Links
- 238000000034 method Methods 0.000 title claims description 17
- 230000008569 process Effects 0.000 title description 3
- 238000004326 stimulated echo acquisition mode for imaging Methods 0.000 title 1
- 239000003507 refrigerant Substances 0.000 claims description 65
- CURLTUGMZLYLDI-UHFFFAOYSA-N Carbon dioxide Chemical group O=C=O CURLTUGMZLYLDI-UHFFFAOYSA-N 0.000 claims description 37
- 239000007788 liquid Substances 0.000 claims description 34
- 230000006835 compression Effects 0.000 claims description 25
- 238000007906 compression Methods 0.000 claims description 25
- 229910002092 carbon dioxide Inorganic materials 0.000 claims description 19
- 239000001569 carbon dioxide Substances 0.000 claims description 19
- 239000002826 coolant Substances 0.000 claims description 9
- 238000001704 evaporation Methods 0.000 claims description 5
- 230000001105 regulatory effect Effects 0.000 claims description 4
- 239000000203 mixture Substances 0.000 claims description 3
- 230000008020 evaporation Effects 0.000 claims description 2
- 238000001816 cooling Methods 0.000 description 22
- XLYOFNOQVPJJNP-UHFFFAOYSA-N water Substances O XLYOFNOQVPJJNP-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 10
- 239000012530 fluid Substances 0.000 description 9
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 6
- 230000008859 change Effects 0.000 description 5
- 238000009833 condensation Methods 0.000 description 5
- 230000005494 condensation Effects 0.000 description 5
- 239000012071 phase Substances 0.000 description 5
- 230000009467 reduction Effects 0.000 description 5
- 238000005057 refrigeration Methods 0.000 description 5
- 238000004378 air conditioning Methods 0.000 description 4
- 238000005516 engineering process Methods 0.000 description 4
- 238000012360 testing method Methods 0.000 description 4
- 238000009825 accumulation Methods 0.000 description 3
- 230000008901 benefit Effects 0.000 description 3
- PXBRQCKWGAHEHS-UHFFFAOYSA-N dichlorodifluoromethane Chemical compound FC(F)(Cl)Cl PXBRQCKWGAHEHS-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 3
- 239000007791 liquid phase Substances 0.000 description 3
- 238000012546 transfer Methods 0.000 description 3
- 239000000498 cooling water Substances 0.000 description 2
- 238000013461 design Methods 0.000 description 2
- 239000007789 gas Substances 0.000 description 2
- 238000010438 heat treatment Methods 0.000 description 2
- 238000009533 lab test Methods 0.000 description 2
- 239000000126 substance Substances 0.000 description 2
- OTMSDBZUPAUEDD-UHFFFAOYSA-N Ethane Chemical compound CC OTMSDBZUPAUEDD-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 1
- VGGSQFUCUMXWEO-UHFFFAOYSA-N Ethene Chemical compound C=C VGGSQFUCUMXWEO-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 1
- 239000005977 Ethylene Substances 0.000 description 1
- GQPLMRYTRLFLPF-UHFFFAOYSA-N Nitrous Oxide Chemical compound [O-][N+]#N GQPLMRYTRLFLPF-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 1
- 238000009835 boiling Methods 0.000 description 1
- 238000004891 communication Methods 0.000 description 1
- 230000001276 controlling effect Effects 0.000 description 1
- 230000007812 deficiency Effects 0.000 description 1
- ZOCHARZZJNPSEU-UHFFFAOYSA-N diboron Chemical compound B#B ZOCHARZZJNPSEU-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 1
- 238000001035 drying Methods 0.000 description 1
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 1
- 230000007613 environmental effect Effects 0.000 description 1
- 239000000284 extract Substances 0.000 description 1
- 239000000314 lubricant Substances 0.000 description 1
- 238000005259 measurement Methods 0.000 description 1
- 230000004048 modification Effects 0.000 description 1
- 238000012986 modification Methods 0.000 description 1
- 230000004044 response Effects 0.000 description 1
- 239000013535 sea water Substances 0.000 description 1
- 230000007704 transition Effects 0.000 description 1
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B45/00—Arrangements for charging or discharging refrigerant
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
- F25B41/20—Disposition of valves, e.g. of on-off valves or flow control valves
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
- F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
- F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
- F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
- F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
- F25B2400/04—Refrigeration circuit bypassing means
- F25B2400/0411—Refrigeration circuit bypassing means for the expansion valve or capillary tube
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
- F25B2400/04—Refrigeration circuit bypassing means
- F25B2400/0415—Refrigeration circuit bypassing means for the receiver
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
- F25B2400/16—Receivers
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2600/00—Control issues
- F25B2600/17—Control issues by controlling the pressure of the condenser
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2600/00—Control issues
- F25B2600/25—Control of valves
- F25B2600/2501—Bypass valves
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
- Heating, Cooling, Or Curing Plastics Or The Like In General (AREA)
- Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)
- Treatments Of Macromolecular Shaped Articles (AREA)
- Separation, Recovery Or Treatment Of Waste Materials Containing Plastics (AREA)
- Air-Conditioning For Vehicles (AREA)
- Cathode-Ray Tubes And Fluorescent Screens For Display (AREA)
- Common Detailed Techniques For Electron Tubes Or Discharge Tubes (AREA)
Description
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben eines Dampfkompressionskreises; insbesondere betrifft die Erfindung ein Verfahren zum Betreiben eines Dampfkompressionskreises, wie er beispielsweise in Kühischränken, Klimaanlagen-Einheiten und Wärmepumpen eingesetzt wird, und zwar unter Verwendung eines Kältemittels, das in einem geschlossenen Kreis unter überkritischen Bedingungen auf der Hochdruckseite arbeitet.The invention relates to a method for operating a vapor compression circuit; in particular, the invention relates to a method for operating a vapor compression circuit, such as is used in refrigerators, air conditioning units and heat pumps, using a refrigerant operating in a closed circuit under supercritical conditions on the high pressure side.
Eine herkömmliche Dampfkompressionskreiseinrichtung für Kühlschränke, Klimaanlagen oder Wärmepumpen ist vom Grundprinzip her in Fig. 1 gezeigt. Die Vorrichtung besteht aus einem Kompressor 1, einem kondensierenden Wärmetauscher 2, einem Drosselventil 3 und einem verdampfenden Wärmetauscher 4. Diese Komponenten sind in einem geschlossenen Kreislauf miteinander verbunden, in dem ein Kältemittel umläuft. Das Arbeitsprinzip einer Dampfkompressionskreisvorrichtung ist folgendermaßen: Druck und Temperatur des Kältemitteldampfes werden mittels des Kompressors 1 erhöht, bevor er in den Kondensator 2 gelangt, wo er gekühlt und kondensiert wird, und zwar unter Abgabe von Wärme an ein Sekundärkühlmittel. Die Hochdruckflüssigkeit wird dann mittels des Expansionsventils 3 auf Verdampferdruck und -temperatur entspannt. In dem Verdampfer 4 kocht das Kältemittel und nimmt Wärme aus seiner Umgebung auf. Der Dampf am Verdampferauslaß wird in den Kompressor hineingezogen, wodurch der Kreis sich schließt.A conventional vapor compression cycle device for refrigerators, air conditioners or heat pumps is shown in the basic principle in Fig. 1. The device consists of a compressor 1, a condensing heat exchanger 2, a throttle valve 3 and an evaporating heat exchanger 4. These components are connected in a closed circuit in which a refrigerant circulates. The working principle of a vapor compression cycle device is as follows: the pressure and temperature of the refrigerant vapor are increased by means of the compressor 1 before it enters the condenser 2 where it is cooled and condensed, giving up heat to a secondary coolant. The high pressure liquid is then expanded to evaporator pressure and temperature by means of the expansion valve 3. In the evaporator 4 the refrigerant boils and absorbs heat from its surroundings. The vapor at the evaporator outlet is drawn into the compressor, thus completing the cycle.
Herkömmliche Dampfkompressionskreisvorrichtungen verwenden Kältemittel (beispielsweise R-12, CF&sub2;Cl&sub2;), die vollständig bei unterkritischen Drücken arbeiten. Es kann eine Vielzahl unterschiedlicher Substanzen oder Mischungen von Substanzen als Kältemittel verwendet werden. Die Wahl des Kältemittels ist unter anderem von der Kondensationstemperatur beeinflußt, weil die kritische Temperatur des Fluids die Obergrenze für die auftretende Kondensation setzt. Um einen vernünftigen Wirkungsgrad zu erhalten, ist es normalerweise wünschenswert, ein Kältemittel mit einer kritischen Temperatur von mindestens 20 bis 30 K oberhalb der Kondensationstemperatur zu verwenden. Temperaturen nahe der kritischen Temperatur werden normalerweise bei der Auslegung und beim Betrieb von herkömmlichen Systemen vermieden.Conventional vapor compression cycle devices use refrigerants (e.g. R-12, CF2Cl2) that operate entirely at subcritical pressures. A variety of different substances or mixtures of substances can be used as refrigerants. The choice of refrigerant is influenced by, among other things, the condensation temperature, because the critical temperature of the fluid sets the upper limit for the condensation that will occur. To obtain reasonable efficiency, it is usually desirable to use a refrigerant with a critical temperature of at least 20 to 30 K above the condensation temperature. Temperatures close to the critical temperature are usually avoided in the design and operation of conventional systems.
Die US-A-4205532 beschreibt ein Wärmepumpen- oder Kühlgerät, bei dem das Kältemittel auf der Hochdruckseite unter überkritschem Druck steht. Es ist jedoch keine Regulierung des Druckes offenbart.US-A-4205532 describes a heat pump or cooling device in which the refrigerant on the high-pressure side is under supercritical pressure. However, no regulation of the pressure is disclosed.
Die einschlägige Technologie wird in allen Details in der Literatur behandelt, beispielsweise in "Handbooks of American Society of Heating, Refrigeration and Air conditioning Engineers Inc.", Fundamentals 1989 und Refrigeration 1986".The relevant technology is covered in detail in the literature, for example in "Handbooks of American Society of Heating, Refrigeration and Air conditioning Engineers Inc.", Fundamentals 1989 and Refrigeration 1986".
Die ozonzerstörende Wirkung von heutzutage gebräuchlichen Kältemitteln (halogenierte Kohlenstoffe) hat zu erheblichen internationalen Anstrengungen im Hinblick auf eine Reduzierung oder ein Verbot der Verwendung dieser Fluide geführt. Demzufolge besteht ein erhebliches Bedürfnis nach der Entwicklung von Alternativen zu der derzeitigen Technologie.The ozone-depleting effect of today's refrigerants (halogenated carbons) has led to significant international efforts to reduce or ban the use of these fluids. Consequently, there is a significant need to develop alternatives to current technology.
In herkömmlichen Dampfkompressionskreisvorrichtungen erfolgt die Kapazitätssteuerung hauptsächlich durch Reguhe rung des Massendurchsatzes des den Verdampfer passierenden Kältemittels. Dazu dient beispielsweise die Steuerung der Kompressorkapazität, eine Drosselung oder ein Ableiten. Diese Verfahren bringen kompliziertere Strömungskreise und -komponenten, die Notwendigkeit zusätzlicher Ausrüstung und zusätzlichen Zubehörs, einen verringerten Teillastwirkungsgrad und andere Schwierigkeiten mit sich.In conventional vapor compression cycle devices, capacity control is mainly achieved by regulating the mass flow rate of refrigerant passing through the evaporator. This can be done by controlling compressor capacity, throttling or by bypassing. These methods involve more complicated flow circuits and components, the need for additional equipment and accessories, reduced part load efficiency and other difficulties.
Ein geläuf iger Typ einer Flüssigkeitsreguliervorrichtung ist ein thermostatisches Expansionsventil, das durch die Überhitzung an dem Verdampferauslaß gesteuert wird. Ein geeigneter Betrieb des Ventils unter wechselnden Betriebsbedingungen wird durch Verwendung eines nennenswerten Teils des Verdampfers zum Überhitzen des Kältemittels erreicht, was zu einem niedrigen Wärmeübergangskoeffizienten führt.A common type of liquid control device is a thermostatic expansion valve which is controlled by the superheat at the evaporator outlet. Proper operation of the valve under varying operating conditions is achieved by using a significant portion of the evaporator to superheat the refrigerant, resulting in a low heat transfer coefficient.
Darüber hinaus erfolgt die Wärmeabgabe in dem Kondensator des herkömmlichen Dampfkompressionskreises hauptsächlich bei konstanter Temperatur. Daher treten thermodynamische Verluste infolge großer Temperaturunterschiede auf, wenn Wärme an ein Sekundärkühlmittel unter großem Temperaturanstieg abgegeben wird, wie etwa bei Wärmepumpenanwendungen oder dann, wenn der zur Verfügung stehende Durchsatz des Sekundärkühlmittels gering ist.In addition, the heat release in the condenser of the conventional vapor compression cycle occurs mainly at constant temperature. Therefore, thermodynamic losses due to large temperature differences occur when heat is released to a secondary coolant with a large temperature rise. such as in heat pump applications or when the available flow rate of the secondary coolant is low.
Der Betrieb eines Dampfkompressionskreises unter transkritischen Bedingungen ist bereits in gewissem Umfang durchgeführt worden. Bis zu der Zeit, da sich die halogenierten Kohlenstoffe durchsetzten - vor etwa 40 bis 50 Jahren -wurde CO&sub2; gewöhnlich als ein Kältemittel verwendet, und zwar insbesondere in Schiffskühlungen zur Vorratshaltung und für die Fracht. Die Systeme waren dazu ausgelegt, normalerweise bei unterkritischen Drücken zu arbeiten, und zwar mit Verdampfen und Kondensieren. Gelegentlich, und zwar typischerweise dann, wenn ein Schiff tropische Gebiete passierte, konnte die Temperatur des zur Kühlung verwendeten Seewassers zu hoch sein, um eine normale Kondensation zu bewirken, und die Anlage wurde unter überkritischen Bedingungen auf der Hochdruckseite betrieben. (Kritische Temperatur für CO&sub2; 31ºC). In dieser Situation wurde die Kältemittelmenge auf der Hochdruckseite bis zu einem Punkt erhöht, wo der Druck am Kompressorauslaß auf 90 - 100 bar anstieg, um die Kühlkapazität auf vernünftiger Höhe zu halten. Die Technologie der Kühlung mit CO&sub2; ist in der älteren Literatur beschrieben, beispielsweise bei P. Ostertag "Kälteprozesse", Springer 1933 oder H.H. MacIntire "Refrigeration Engineering", Wiley 1937.The operation of a vapour compression cycle under transcritical conditions has already been carried out to some extent. Until the time when halogenated carbons became more widespread - about 40 to 50 years ago - CO2 was commonly used as a refrigerant, particularly in ship refrigeration for storage and cargo. The systems were designed to operate normally at subcritical pressures, with evaporation and condensation. Occasionally, typically when a ship was passing through tropical areas, the temperature of the seawater used for cooling could be too high to cause normal condensation and the system was operated under supercritical conditions on the high pressure side. (Critical temperature for CO2 31ºC). In this situation, the amount of refrigerant on the high pressure side was increased to a point where the pressure at the compressor outlet rose to 90 - 100 bar in order to keep the cooling capacity at a reasonable level. The technology of cooling with CO2 is described in older literature, for example by P. Ostertag "Kälteprozesse", Springer 1933 or H.H. MacIntire "Refrigeration Engineering", Wiley 1937.
Es war allgemeine Praxis in älteren CO&sub2;-Systemen, die notwendige Zusatzmenge aus separaten Speicherzylindern hinzuzufügen. Ein stromabwärts des Kondensators in normaler Art und Weise installierter Speicher wäre nicht in der Lage, die mit der vorliegenden Erfindung angestrebten Funktionen zu ermöglichen.It was common practice in older CO2 systems to add the necessary supplementary amount from separate storage cylinders. A storage tank installed downstream of the condenser in the normal manner would not be able to provide the functions sought by the present invention.
Eine andere Möglichkeit, die Kapazität und den Wirkungsgrad einer gegebenen Dampfkompressionskreisvorrichtung zu erhöhen, die mit überkritischem Druck auf der Hochdruckseite arbeitet, ist aus dem deutschen Patent 278095 (1912) bekannt. Dieses Verfahren beinhaltet eine zweistufige Kompression mit Zwischenkühlen im überkritischen Bereich. Verglichen mit dem Standardsystem müssen dazu ein zusätzlicher Kompressor oder eine zusätzliche Pumpe sowie ein zusätzlicher Wärmetauscher installiert werden.Another way to determine the capacity and efficiency of a given vapor compression cycle device A method for increasing the pressure of the compressed air, which operates with supercritical pressure on the high-pressure side, is known from the German patent 278095 (1912). This process involves two-stage compression with intermediate cooling in the supercritical range. Compared to the standard system, an additional compressor or pump and an additional heat exchanger must be installed.
Das Lehrbuch "Principles of Refrigeration" von W.B. Gosney (Cambridge Univ. Press 1982) weist auf einige der Besonderheiten des Betriebs nahe dem kritischen Druck hin. Es wird angeregt, eine Erhöhung der Kältemittelmenge auf der Hochdruckseite durch zeitweises Schließen des Expansionsventils zu erreichen, weil dadurch eine gewisse Menge von dem Verdampfer übertragen wird. Es wird aber darauf hingewiesen, daß dadurch eine Flüssigkeitsverknappung in dem Verdampfer eintreten könnte, was wiederum zu verringerter Kapazität zu einem Zeitpunkt führen würde, wo sie am meisten benötigt wird.The textbook "Principles of Refrigeration" by W.B. Gosney (Cambridge Univ. Press 1982) points out some of the peculiarities of operation near critical pressure. It is suggested that an increase in the amount of refrigerant on the high pressure side may be achieved by temporarily closing the expansion valve, as this will transfer some amount from the evaporator. It is pointed out, however, that this could lead to a shortage of liquid in the evaporator, which in turn would lead to reduced capacity at a time when it is most needed.
Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein neues, verbessertes, einfaches und wirkungsvolles Verfahren zum Betreiben eines Dampfkompressionskreises unter transkritischen Bedingungen anzugeben, durch das die spezifische Kapazität des Kreises beeinflußt wird und das die obigen Unzuläng lichkeiten und Nachteile des Standes der Technik vermeidet.It is an object of the present invention to provide a new, improved, simple and effective method for operating a vapor compression cycle under transcritical conditions, by which the specific capacity of the cycle is influenced and which avoids the above deficiencies and disadvantages of the prior art.
Eine andere Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, einen Dampfkompressionskreis anzugeben, der die Verwendung von CFC-Kältemitteln vermeidet und gleichzeitig die Möglichkeit eröffnet, einiqe im Hinblick auf Sicherheit, Umweltschutz und Preis interessante Kältemittel einzusetzen.Another object of the present invention is to provide a vapor compression circuit which avoids the use of CFC refrigerants and at the same time opens up the possibility of using some refrigerants which are interesting in terms of safety, environmental protection and price.
Eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, ein neues Verfahren der Kapazitätssteuerung anzugeben, das den Betrieb bei im wesentlichen konstantem Kältemitteldurch satz und bei einfacher Kapazitätsmodifizierung durch Ventilbetätigung vorsieht.A further object of the present invention is to provide a new method of capacity control which allows operation at a substantially constant refrigerant flow set and with simple capacity modification by valve operation.
Noch eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, einen Kreis zu schaffen, der Wärme bei schwankenden Temperaturen entzieht, wobei die Wärmetauschverluste bei Anwendungen reduziert sind, wo der Sekundärkühlmitteldurchsatz gering ist oder wenn das Sekundärkühlmittel auf eine relativ hohe Temperatur erwärmt werden muß.Yet another object of the present invention is to provide a circuit that extracts heat at varying temperatures while reducing heat exchange losses in applications where the secondary coolant flow rate is low or when the secondary coolant must be heated to a relatively high temperature.
Die obigen und andere Aufgaben werden nach der vorliegenden Erfindung mit einem Verfahren nach Anspruch 1 gelöst; nach diesem Verfahren arbeitet der Dampfkompressionskreis normalerweise unter transkritischen Bedingungen (d.h. überkritischer Druck auf der Hochdruckseite, unterkritischer Druck auf der Niederdruckseite), wo die thermodynamischen Eigenschaften in dem überkritischen Zustand verwendet werden, um die Kühlund Heizkapazität der Vorrichtung zu steuern.The above and other objects are achieved according to the present invention with a method according to claim 1; according to this method, the vapor compression cycle normally operates under transcritical conditions (i.e. supercritical pressure on the high pressure side, subcritical pressure on the low pressure side) where the thermodynamic properties in the supercritical state are used to control the cooling and heating capacity of the device.
Nach der vorliegenden Erfindung erfolgt die Regulierung der spezifischen Enthalpie am Verdampfereinlaß durch gezielte Ausnutzung des Drucks vor dem Entspannen, und zwar für die Kapazitätssteuerung. Die Kapazität wird durch Verändern der Kältemittelenthalpiedifferenz in dem Verdampfer durch Verändern der spezifischen Enthalpie des Kältemittels vor dem Entspannen gesteuert. Im überkritischen Zustand können dazu der Druck und die Temperatur unabhängig voneinander verändert werden. Nach der Erfindung erfolgt diese Modulation der spezifischen Enthalpie durch Verändern des Drucks vor dem Entspan nen. Das Kältemittel wird soweit wie möglich mittels des zur Verfügung stehenden Kühlmittels abgekühlt, und der Druck wird reguliert, um die erforderliche Enthalpie zu erreichen.According to the present invention, the specific enthalpy at the evaporator inlet is regulated by specifically using the pressure before expansion for capacity control. The capacity is controlled by changing the refrigerant enthalpy difference in the evaporator by changing the specific enthalpy of the refrigerant before expansion. In the supercritical state, the pressure and temperature can be changed independently of each other. According to the invention, this modulation of the specific enthalpy is carried out by changing the pressure before expansion. The refrigerant is cooled as much as possible using the available coolant and the pressure is regulated to achieve the required enthalpy.
Nachstehend ist die Erfindung detaillierter beschrie ben, wobei auf die beiliegenden Figuren 1, 2, 3, 4, 5, 6 und 7The invention is described in more detail below, with reference to the accompanying Figures 1, 2, 3, 4, 5, 6 and 7
Bezug genommen wird, wobei die Ausgestaltungen nach den Figuren 3 und 4 nicht im Rahmen der Erfindung liegen:Reference is made to the embodiments according to Figures 3 and 4, whereby they are not within the scope of the invention:
Fig. 1 zeigt eine schematische Darstellung einer herkömmlichen (unterkritischen) Dampfkompressionskreisvorrichtung.Fig. 1 shows a schematic representation of a conventional (subcritical) vapor compression cycle device.
Fig. 2 zeigt eine schematische Darstellung einer transkritischen Dampfkompressionskreisvorrichtung zur Verwendung in Verbindung mit einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung. Dieses Ausführungsbeispiel beinhaltet ein Volumen als einen integralen Teil des Verdampfersystems, das Kältemittel in flüssigem Zustand bevorratet.Fig. 2 shows a schematic representation of a transcritical vapor compression cycle device for use in connection with a preferred embodiment of the invention. This embodiment includes a volume as an integral part of the evaporator system which stores refrigerant in a liquid state.
Fig. 3 zeigt eine schematische Darstellung einer transkritischen Dampfkompressionskreisvorrichtung. Dieses Ausführungsbeispiel beinhaltet einen Zwischendruckbehälter, der zwischen zwei Ventilen unmittelbar in den Strömungskreis einbezogen ist.Fig. 3 shows a schematic representation of a transcritical vapor compression cycle device. This embodiment includes an intermediate pressure vessel which is directly integrated into the flow circuit between two valves.
Fig. 4 zeigt eine schematische Darstellung einer transkritischen Dampfkompressionskreisvorrichtung. Dieses Ausführungsbeispiel beinhaltet einen speziellen Behälter, der Kältemittel als Flüssigkeit oder im überkritischen Zustand bevorratet.Fig. 4 shows a schematic representation of a transcritical vapor compression cycle device. This embodiment includes a special container that stores refrigerant as a liquid or in the supercritical state.
Fig. 5 zeigt ein Diagramm, das das Verhältnis des Drucks zur Enthalpie der transkritischen Dampfkompressionskreisvorrichtung nach den Fig. 2, 3 oder 4 bei unterschiedlichen Betriebsbedingungen darstellt.Fig. 5 is a diagram showing the pressure-enthalpy relationship of the transcritical vapor compression cycle device of Fig. 2, 3 or 4 under different operating conditions.
Fig. 6 zeigt eine Zusammenstellung von Kurven, die die Steuerung der Kühlkapazität nach dem Verfahren der Drucksteuerung nach der vorliegenden Erfindung darstellen. Die gezeigten Resultate sind in einem Labor- Demonstrationssystem gemessen worden, das nach einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung gebaut worden ist.Fig. 6 shows a set of curves illustrating the control of cooling capacity according to the pressure control method of the present invention. The results shown were measured in a laboratory demonstration system built according to a preferred embodiment of the invention.
Fig.7 zeigt Testergebnisse, die das Verhältnis von Temperatur zur Entropie der transkritischen Dampfkompressionskreisvorrichtung nach Fig. 2 wiedergeben, die unter Einsatz von Kohlendioxid als Kältemittel bei unterschiedlichen Drücken auf der Hochdruckseite arbeitet.Fig.7 shows test results showing the temperature-entropy relationship of the transcritical vapor compression cycle device of Fig.2 operating using carbon dioxide as a refrigerant at different pressures on the high-pressure side.
Ein transkritischer Dampfkompressionskreis für die Anwendung im Rahmen der vorliegenden Erfindung beinhaltet ein Kältemittel, dessen kritische Temperatur zwischen der Temperatur bei der Wärmeaufnahme und der mittleren Temperatur bei der Wärmeabgabe liegt, sowie einen geschlossenen Arbeitsfluidkreis, in dem ein Kältemittel umläuft.A transcritical vapor compression circuit for use in the context of the present invention includes a refrigerant whose critical temperature lies between the temperature at which heat is absorbed and the average temperature at which heat is released, and a closed working fluid circuit in which a refrigerant circulates.
Geeignete Arbeitsfluide sind beispielsweise: Äthylen (Z&sub2;H&sub4;), Diboran (B&sub2;H&sub6;), Kohlendioxid (CO&sub2;), Ethan (C&sub2;H&sub6;) und Stickoxid (N&sub2;O).Suitable working fluids are, for example: ethylene (Z₂H₄), diborane (B₂H₆), carbon dioxide (CO₂), ethane (C₂H₆) and nitrogen oxide (N₂O).
Der geschlossene Arbeitsfluidkreis besteht aus einer Kältemittelströmungsschleife mit einem integrierten Speichersegment. Fig. 2 zeigt ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung, bei dem das Speichersegment ein integraler Teil des Verdampfersystems ist. Der Strömungskreis beinhaltet einen Kompressor 10, der seriell mit einem Wärmetauscher 11 verbunden ist, einen Gegenströmungswärmetauscher 12 und ein Drosselventil 13. Das Drosselventil kann durch eine optionale Ausdehnungsvorrichtung ersetzt werden. Ein verdampf ender Wärmetauscher 14, ein Flüssigkeitsabscheider/behälter 16 und die Niederdruckseite des Gegenströmungswärmetauschers 12 sind zwischen dem Drosselventil 13 und dem Einlaß 19 des Kompressors 10 in Strömungsverbindung angeschlossen. Der Flüssigkeitsbehälter 16 ist mit dem Verdampferauslaß 15 verbunden, und der Gasphasenauslaß des Behälters 16 ist mit dem Gegenströmungswärmetauscher 12 verbunden.The closed working fluid circuit consists of a refrigerant flow loop with an integrated storage segment. Fig. 2 shows a preferred embodiment of the invention in which the storage segment is an integral part of the evaporator system. The flow circuit includes a compressor 10 which is connected in series to a heat exchanger 11. a counterflow heat exchanger 12 and a throttle valve 13. The throttle valve can be replaced by an optional expansion device. An evaporating heat exchanger 14, a liquid separator/tank 16 and the low pressure side of the counterflow heat exchanger 12 are connected in flow communication between the throttle valve 13 and the inlet 19 of the compressor 10. The liquid tank 16 is connected to the evaporator outlet 15 and the gas phase outlet of the tank 16 is connected to the counterflow heat exchanger 12.
Der Gegenströmungswärmetauscher 12 ist nicht unbedingt für die Funktion der Vorrichtung erforderlich, verbessert jedoch deren Wirkungsgrad, insbesondere deren Ansprechgeschwindigkeit auf das Erfordernis einer Kapazitätssteigerung. Er dient ferner dazu, Öl in den Kompressor zurückzuführen. Zu diesem Zweck ist mit der Saugleitung entweder vor dem Gegenströmungswärmetauscher 12 bei 17 oder danach bei 18 oder irgendwo zwischen diesen Punkten eine Flüssigphasenleitung von dem Behälter 16 (in Fig. 2 gestrichelt gezeigt) verbunden. Die Flüssigkeitsströmung, d.h. Kältemittel und Öl, wird mittels einer geeigneten herkömmlichen Flüssigkeitsströmungsbegrenzungsvorrichtung (in der Fig. nicht gezeigt) gesteuert. Indem es einigem überschüssigen flüssigen Kältemittel erlaubt wird, in die Dampfleitung zu gelangen, wird ein Flüssigkeitsüberschuß an dem Verdampferauslaß erhalten.The counterflow heat exchanger 12 is not essential to the operation of the device, but improves its efficiency, particularly its speed of response to the need for a capacity increase. It also serves to return oil to the compressor. For this purpose, a liquid phase line from the vessel 16 (shown in dashed lines in Figure 2) is connected to the suction line either before the counterflow heat exchanger 12 at 17 or after it at 18 or somewhere between these points. The liquid flow, i.e. refrigerant and oil, is controlled by means of a suitable conventional liquid flow restricting device (not shown in the Figure). By allowing some excess liquid refrigerant to enter the vapor line, a liquid surplus is obtained at the evaporator outlet.
Nach Fig. 3 beinhaltet das Speichersegment des Arbeitsfluidkreises einen Behälter 22, der zwischen einem Ventil 21 und dem Drosselventil 13 in den Strömungskreis integriert ist. Die übrigen Komponenten 10 bis 14 des Strömungskreises sind mit den Komponenten des vorstehenden Ausführungsbeispiels identisch, wenngleich der Wärmetauscher 12 ohne große Folgen weggelassen werden kann. Der Druck in dem Behälter 22 wird zwischen dem Druck auf der Hochdruckseite und dem Druck auf der Niederdruckseite des Strömungskreises gehalten.According to Fig. 3, the storage segment of the working fluid circuit includes a container 22 which is integrated into the flow circuit between a valve 21 and the throttle valve 13. The remaining components 10 to 14 of the flow circuit are identical to the components of the previous embodiment, although the heat exchanger 12 can be omitted without major consequences. The pressure in the container 22 is between the pressure on the high pressure side and the pressure on the low pressure side of the flow circuit.
Nach Fig. 4 beinhaltet das Speichersegment des Arbeitsfluidkreises einen speziellen Speicher 25, in dem der Druck zwischen dem Druck auf der Hochdruckseite und dem Druck auf der Niederdruckseite des Strömungskreises gehalten wird. Das Speichersegment besteht ferner aus Ventilen 23 und 24, die mit der Hochdruckseite bzw. mit der Niederdruckseite des Strömungskreises verbunden sind.According to Fig. 4, the accumulator segment of the working fluid circuit includes a special accumulator 25 in which the pressure is maintained between the pressure on the high pressure side and the pressure on the low pressure side of the flow circuit. The accumulator segment also consists of valves 23 and 24 which are connected to the high pressure side and the low pressure side of the flow circuit, respectively.
Im Betrieb wird das Kältemittel in dem Kompressor 10 bis auf einen geeigneten überkritischen Druck komprimiert, wobei der Kompressorauslaß 20 als Zustand "a" in Fig. 5 gezeigt ist. Das Kältemitte durchläuft den Wärmetauscher 11, wo es auf einen Zustand "b" abgekühlt wird, wobei es seine Wärme an ein geeignetes Kühlmittel, beispielsweise Kühlungsluft oder -wasser abgibt. Gewünschtenfalls kann das Kältemittel in dem Gegenströmungswärmetauscher 12 auf den Zustand "c" weiter abgekühlt werden, bevor es auf den Zustand "d" entspannt wird. Durch die Druckreduktion in dem Drosselventil 13 wird ein 2- Phasen-Gas/Flüssigkeitsgemisch gebildet, das durch den Zustand "d" in Fig. 3 dargestellt ist. Das Kältmittel absorbiert Wärme in dem Verdampfer 14 durch Verdampfen der flüssigen Phase.In operation, the refrigerant is compressed in the compressor 10 to a suitable supercritical pressure, with the compressor outlet 20 shown as state "a" in Fig. 5. The refrigerant passes through the heat exchanger 11 where it is cooled to a state "b" giving up its heat to a suitable coolant, for example cooling air or water. If desired, the refrigerant can be further cooled in the counterflow heat exchanger 12 to state "c" before being expanded to state "d". By reducing the pressure in the throttle valve 13, a 2-phase gas/liquid mixture is formed, which is shown by state "d" in Fig. 3. The refrigerant absorbs heat in the evaporator 14 by evaporating the liquid phase.
Ausgehend von dem Zustand "e" an dem Verdampferauslaß kann der Kältemitteldampf in dem Gegenströmungswärmetauscher 12 auf den Zustand "f" überhitzt werden, bevor er in den Kompressoreinlaß 19 gelangt, wodurch der Kreis geschlossen ist. Bei dem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung nach Fig. 2 liegt der Zustand "e" des Verdampferauslasses in dem 2-Phasen-Bereich, und zwar wegen des Flüssigkeitsüberschusses an dem Verdampferaus laß.Starting from the state "e" at the evaporator outlet, the refrigerant vapor can be superheated to the state "f" in the counterflow heat exchanger 12 before entering the compressor inlet 19, thereby completing the loop. In the preferred embodiment of the invention shown in Fig. 2, the state "e" of the evaporator outlet is in the 2-phase region due to the excess liquid at the evaporator outlet.
Eine Modulation der Kapazität der transkritischen Kreisvorrichtung wird durch Verändern des Kältemittelzustandes an dem Verdampfereinlaß, d.h. an Punkt "d" in Fig. 5 erreicht. Die Kühlkapazität pro Einheit Kältmittelmengendurchsatz entspricht der Enthalpiedifferenz zwischen den Zuständen "d" und "e". Diese Enthalpiedifferenz entspricht einem horizontalen Abstand in dem Enthalpie-Druck-Diagramm, vgl. Fig. 5.Modulation of the capacity of the transcritical circuit is achieved by changing the refrigerant state at the evaporator inlet, ie at point "d" in Fig. 5. The cooling capacity per unit of refrigerant flow rate corresponds to the enthalpy difference between states "d" and "e". This enthalpy difference corresponds to a horizontal distance in the enthalpy-pressure diagram, cf. Fig. 5.
Das Entspannen ist ein Prozeß konstanter Enthalpie, weshalb die Enthalpie in Punkt "d" gleich der Enthalpie in Punkt "c" ist. Demzufolge kann die Kühlkapazität (in kW) bei konstantem Kältemittelmengendurchsatz durch Verändern der Enthalpie an dem Punkt "c" gesteuert werden.The expansion is a constant enthalpy process, which is why the enthalpy at point "d" is equal to the enthalpy at point "c". Consequently, the cooling capacity (in kW) can be controlled at a constant refrigerant flow rate by changing the enthalpy at point "c".
Es sei darauf hingewiesen, daß der Hochdruck-Einphasen-Kältemitteldampf in dem transkritischen Kreis in dem Wärmetauscher 11 nicht kondensiert, aber in seiner Temperatur verringert wird. Die Endtemperatur des Kältemittels in dem Wärmetauscher (Punkt "b") wird einige Grade oberhalb der Temperatur einkommender Kühlungsluft oder einkommenden Kühlwassers liegen, wenn die Gegenströmung verwendet wird. Der Hochdruckdampf kann dann in dem Gegenströmungswärmetauscher 12 um einige Grade abgekühlt werden, und zwar auf Punkt "c". Das Ergebnis ist jedoch, daß bei konstanter Einlaßtemperatur der Kühlungsluft oder des Kühlwassers die Temperatur an dem Punkt "c" im wesentlichen konstant sein wird, und zwar unabhängig von dem Druckniveau auf der Hochdruckseite.It should be noted that the high pressure single phase refrigerant vapor in the transcritical loop is not condensed in the heat exchanger 11, but is reduced in temperature. The final temperature of the refrigerant in the heat exchanger (point "b") will be several degrees above the temperature of the incoming cooling air or cooling water if counterflow is used. The high pressure vapor can then be cooled several degrees in the counterflow heat exchanger 12 to point "c". The result, however, is that if the inlet temperature of the cooling air or cooling water is constant, the temperature at point "c" will be essentially constant, regardless of the pressure level on the high pressure side.
Demnach erfolgt die Modulation der Vorrichtungskapazität durch Verändern des Drucks auf der Hochdruckseite, während die Temperatur an dem Punkt "c" im wesentlichen konstant bleibt. Der Verlauf der Isothermen nahe dem kritischen Punkt bedingt eine Veränderung der Enthalpie mit dem Druck, vgl. Fig. 5. Die Figur zeigt einen Referenzzyklus (a-b-c-d-e-f), einen Zyklus mit reduzierter Kapazität infolge reduzierten Drucks auf der Hochdruckseite (a'-b'-c'-d'-e-f) sowie einen Zyklus mit erhöhter Kapazität infolge höheren Drucks auf der Hochdruckseite (a"-b"-c"-d"-e-f). Der Verdampferdruck wird als konstant angenommen.Thus, the modulation of the device capacity is achieved by changing the pressure on the high pressure side, while the temperature at point "c" remains essentially constant. The course of the isotherms near the critical point causes a change in the enthalpy with pressure, see Fig. 5. The figure shows a reference cycle (abcdef), a cycle with reduced capacity due to reduced pressure on the high pressure side (a'-b'-c'-d'-ef) and a cycle with increased capacity due to higher pressure on the High pressure side (a"-b"-c"-d"-ef). The evaporator pressure is assumed to be constant.
Der Druck auf der Hochdruckseite ist unabhängig von der Temperatur, weil sie mit einem einphasigen Fluid gefüllt ist.The pressure on the high-pressure side is independent of the temperature because it is filled with a single-phase fluid.
Um den Druck zu verändern, ist es nötig, die Menge des Kältemittels auf der Hochdruckseite zu verändern, d.h. Teile der jeweiligen Kältemittelfüllung auf der Hochdruckseite hinzuzufügen oder zu entfernen. Diese Änderungen müssen von einem Puffer ausgeglichen werden, um einen Flüssigkeitsüberlauf oder ein Austrocknen des Verdampfers zu vermeiden.To change the pressure, it is necessary to change the amount of refrigerant on the high-pressure side, i.e. to add or remove parts of the respective refrigerant charge on the high-pressure side. These changes must be compensated by a buffer to avoid liquid overflow or drying out of the evaporator.
Bei dem bevorzugten Ausführungsbeispiel für die Verwendung in Verbindung mit dem Verfahren nach der Erfindung gemäß Fig. 2 wird die Kältemittelmenge auf der Hochdruckseite durch zeitweises Reduzieren der Öffnung des Drosselventils 13 erhöht. Infolge der entsprechend verringerten Kältemittelströmung zu dem Verdampfer verringert sich der überschüssige Flüssigkeitsanteil an dem Verdampferauslaß 15. Die Strömung flüssigen Kältemittels von dem. Behälter 16 zu der Saugleitung ist jedoch konstant. Demzufolge verschiebt sich die Balance zwischen der Flüssigkeitsströmung in den Behälter 16 und daraus heraus, was insgesamt zu einer Verringerung des Flüssigkeitsinhalts des Behälters und zu einer entsprechenden Ansammlung von Kältemittel auf der Hochdruckseite des Strömungskreises führt.In the preferred embodiment for use in connection with the method of the invention, as shown in Fig. 2, the amount of refrigerant on the high pressure side is increased by temporarily reducing the opening of the throttle valve 13. As a result of the correspondingly reduced refrigerant flow to the evaporator, the excess liquid content at the evaporator outlet 15 is reduced. The flow of liquid refrigerant from the tank 16 to the suction line is, however, constant. As a result, the balance between the liquid flow into and out of the tank 16 is shifted, resulting in an overall reduction in the liquid content of the tank and a corresponding accumulation of refrigerant on the high pressure side of the flow circuit.
Die Erhöhung der Füllung auf der Hochdruckseite führt zu erhöhtem Druck und dadurch zu einer höheren Kühlkapazität. Dieser Massentransport von der Niederdruck- zu der Hochdruckseite des Kreises setzt sich fort, bis eine Balance zwischen der Kühlkapazität und der Last gefunden ist.Increasing the charge on the high pressure side leads to increased pressure and thus to a higher cooling capacity. This mass transport from the low pressure to the high pressure side of the circuit continues until a balance is found between the cooling capacity and the load.
Ein Öffnen des Drosselventils 13 erhöht den überschüssigen Flüssigkeitsanteil am Verdampferauslaß 15, weil die Menge verdampften Kältemittels im wesentlichen konstant ist. Die Differenz zwischen dieser in den Behälter gelangenden Flüssigkeitsströmung und der Flüssigkeitsströmung von dem Behälter in die Saugleitung führt zu einer Akkumulation. Das Ergebnis ist insgesamt ein Transport von Kältemittelfüllung von der Hochdruckseite zu der Niederdruckseite des Strömungskreises, und zwar unter Verringerung der Füllung der Hochdruckseite, die in flüssigem Zustand in dem Behälter gespeichert wird. Durch Verringern der Füllung auf der Hochdruckseite und damit des Drucks wird die Kapazität der Vorrichtung verringert, bis eine Balance gefunden ist.Opening the throttle valve 13 increases the excess liquid content at the evaporator outlet 15 because the amount of evaporated refrigerant is essentially constant. The difference between this liquid flow entering the vessel and the liquid flow from the vessel into the suction line leads to an accumulation. The overall result is a transport of refrigerant charge from the high pressure side to the low pressure side of the flow circuit, reducing the high pressure side charge that is stored in the vessel in liquid state. By reducing the high pressure side charge and thus the pressure, the capacity of the device is reduced until a balance is found.
Darüber hinaus ist ein gewisser Flüssigkeitstransport von dem Behälter in die Ansaugleitung des Kompressors erforderlich, um eine Schmiermittelansammlung in der flüssigen Phase des Behälters zu vermeiden.In addition, a certain amount of fluid transport from the reservoir to the compressor suction line is required to avoid lubricant accumulation in the liquid phase of the reservoir.
Nach Fig. 3 kann die Kältemittelmenge auf der Hochdruckseite durch gleichzeitiges Schließen des Ventils 21 und Modulieren des Drosselventils 13 erhöht werden, um den Verdampfer mit ausreichender Flüssigkeitsströmung zu versorgen. Dadurch reduziert sich die Kältemittelströmung von der Hochdruckseite in den Behälter durch Ventil 21, während Kältemittel mittels des Kompressors von der Niederdruckseite zu der Hochdruckseite transportiert wird.According to Fig. 3, the amount of refrigerant on the high pressure side can be increased by simultaneously closing the valve 21 and modulating the throttle valve 13 to provide the evaporator with sufficient liquid flow. This reduces the flow of refrigerant from the high pressure side into the vessel through valve 21, while refrigerant is transported from the low pressure side to the high pressure side by means of the compressor.
Eine Verringerung der Füllung auf der Hochdruckseite wird durch Öffnen des Ventils 21 erreicht, wobei die Strömung durch das Drosselventil 13 im wesentlichen konstant gehalten wird. Dadurch wird Masse von der Hochdruckseite des Strömungskreise zu dem Behälter 22 transportiert.A reduction in the filling on the high-pressure side is achieved by opening the valve 21, whereby the flow is kept essentially constant by the throttle valve 13. As a result, mass is transported from the high-pressure side of the flow circuit to the container 22.
Nach Fig. 4 kann die Kältemittelmenge auf der Hochdruckseite durch Öffnen des Ventils 24 und gleichzeitiges Reduzieren der Strömung durch das Drosselventil 13 erhöht werden. Dadurch sammelt sich Kühlmittelfüllung wegen der verringerten Strömung durch das Drosselventil 13 auf der Hochdruckseite an. Ausreichende Kältemittelströmung zu dem Verdampfer wird durch Öffnen des Ventils 24 erreicht.According to Fig. 4, the amount of refrigerant on the high pressure side can be increased by opening the valve 24 and simultaneously reducing the flow through the throttle valve 13. As a result, refrigerant charge accumulates on the high pressure side due to the reduced flow through the throttle valve 13. Sufficient refrigerant flow to the evaporator is achieved by opening the valve 24.
Eine Verringerung der Hochdruckseitenfüllung kann durch Öffnen des Ventils 23 erreicht werden, um ein wenig Kältemittelfüllung von der Hochdruckseite zu dem Behälter zu transportieren. Mithin erfolgt die Kapazitätssteuerung durch Modulieren der Ventile 23 und 24 und gleichzeitiges Betätigen des Drosselventils 13.A reduction in the high-pressure side charge can be achieved by opening the valve 23 to transport a little refrigerant charge from the high-pressure side to the vessel. Thus, the capacity control is achieved by modulating the valves 23 and 24 and simultaneously operating the throttle valve 13.
Das bevorzugte Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 hat den Vorteil der Einfachheit, weil die Kapazitätssteuerung durch Betätigen nur eines Ventils erfolgt. Darüber hinaus verfügt die nach diesem Ausführungsbeispiel aufgebaute transkritische Dampfkompressionskreisvorrichtung über eine gewisse Fähigkeit zur Selbstregelung, und zwar durch Anpassen an Veränderungen in der Kühllast durch Veränderungen in dem Flüssigkeitsinhalt des Behälters 16, was zu Änderungen der Füllung auf der Hochdruckseite und damit der Kühlkapazität führt. Darüber hinaus verleiht der Betrieb mit überschüssiger Flüssigkeit am Verdampferauslaß vorteilhafte Wärmeübertragungscharakteristika.The preferred embodiment of Figure 2 has the advantage of simplicity because capacity control is accomplished by operating only one valve. In addition, the transcritical vapor compression cycle constructed according to this embodiment has some ability to self-regulate by adapting to changes in the cooling load by changes in the liquid content of the vessel 16, which results in changes in the high-pressure side charge and hence in the cooling capacity. In addition, operation with excess liquid at the evaporator outlet imparts advantageous heat transfer characteristics.
Die Vorrichtung nach Fig. 3 hat den Vorteil des vereinfachten Ventilbetriebs. Das Ventil 21 regelt nur den Druck auf der Hochdruckseite der Vorrichtung, und das Ventil 13 sichert nur die ausreichende Versorgung des Verdampfers. Daher kann ein herkömmliches Thermostatventil für die Drosselung verwendet werden. Eine Ölrückführung zu dem Kompressor wird einfach dadurch erreicht, daß es dem Kältemittel erlaubt wird, durch den Behälter zu strömen. Dieses Ausführungsbeispiel eröffnet jedoch nicht die Möglichkeit der Kapazitätssteuerung bei Drücken auf der Hochdruckseite unterhalb des kritischen Drucks. Das Volumen des Behälters 22 muß relativ groß sein, weil er nur zwischen dem Entladedruck und dem Druck der Flüssigkeitsleitung arbeitet.The device according to Fig. 3 has the advantage of simplified valve operation. The valve 21 only regulates the pressure on the high pressure side of the device, and the valve 13 only ensures the sufficient supply to the evaporator. Therefore, a conventional thermostatic valve can be used for throttling. Oil return to the compressor is achieved simply by allowing the refrigerant to to flow through the container. However, this embodiment does not offer the possibility of capacity control at pressures on the high pressure side below the critical pressure. The volume of the container 22 must be relatively large because it only operates between the discharge pressure and the pressure of the liquid line.
Die Vorrichtung nach Fig. 4 hat den Vorteil des Betriebs als eine herkömmliche Dampfkompressionskreisvorrich tung, wenn sie bei stabilen Bedingungen läuft. Die Ventile 23 und 24, die den Behälter 25 mit dem Strömungskreis verbinden, werden nur während der Kapazitätssteuerung betätigt. Dieses Ausführungsbeispiel erfordert die Verwendung dreier unterschiedlicher Ventile während der Perioden sich ändernder Kapazität.The device of Figure 4 has the advantage of operating as a conventional vapor compression cycle device when running under steady state conditions. The valves 23 and 24 connecting the vessel 25 to the flow circuit are only operated during capacity control. This embodiment requires the use of three different valves during periods of changing capacity.
Die letzteren Ausführungsbeispiele haben den Nachteil des höheren Drucks in dem Behälter im Vergleich mit dem bevorzugten Ausführungsbeispiel Diese Unterschiede zwischen den einzelnen Systemen betreffend Auslegung und Betriebscharakteristika sind jedoch nicht sehr signifikant.The latter embodiments have the disadvantage of higher pressure in the vessel compared to the preferred embodiment. However, these differences between the individual systems in terms of design and operating characteristics are not very significant.
Nach den vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispielen gebaute transkritische Dampfkompressionskreisvorrichtungen können in verschiedenen Bereichen Anwendung finden. Die Technologie ist für kleine und mittlere stationäre und mobile Klimaanlageeinheiten, kleine und mittlere Kühl/Gefrierschränke und kleinere Wärmepunpeneinheiten bestens geeignet. Eine der vielversprechendsten Anwendungen liegt bei Auto-Klimaanlagen, wo das gegenwärtige Erfordernis für eine neue, CFC-freie, leichte und wirkungsvolle Alternative zu R12-Systemen dringend ist.Transcritical vapor compression cycle devices built according to the above-described embodiments can find applications in various fields. The technology is ideally suited for small and medium-sized stationary and mobile air conditioning units, small and medium-sized refrigerators/freezers, and small heat pump units. One of the most promising applications is in automotive air conditioning systems, where the current need for a new, CFC-free, lightweight and effective alternative to R12 systems is urgent.
Die praktische Verwendung der vorliegenden Erfindung für Kühlungs- oder Wärmepumpenzwecke wird durch folgende Bei-The practical use of the present invention for cooling or heat pump purposes is illustrated by the following examples:
spiele erläutert, wobei Testergebnisse von einer transkritischen Dampfkompressionskreisvorrichtung dargelegt werden, die entsprechend dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 mit Kohlendioxid (CO&sub2;) als Kältemittel gebaut worden ist.Examples are explained, presenting test results from a transcritical vapor compression cycle device constructed according to the embodiment of Fig. 2 using carbon dioxide (CO2) as the refrigerant.
Die Labortestvorrichtung verwendet Wasser als Wärmequelle, d.h. das Wasser wird durch Wärmeaustausch mit kochendem CO&sub2; in dem Verdampfer 14 gekühlt. Ferner wird Wasser als Kühlmittel verwendet, das von CO&sub2; in dem Wärmetauscher 11 aufgeheizt wird. Die Testvorrichtung beinhaltet einen 61 ccm Hubkolbenkompressor 10 und einen Behälter 16 mit einem Gesamtvolumen von 4 Litern. Das System beinhaltet ferner einen Gegenströmungswärmetauscher 12 und eine Flüssigkeitsleitungsverbindung von dem Behälter zu Punkt 17, wie in Fig. 2 gezeigt. Das Drosselventil 13 wird manuell betrieben.The laboratory test apparatus uses water as a heat source, i.e. the water is cooled by heat exchange with boiling CO₂ in the evaporator 14. Furthermore, water is used as a coolant, which is heated by CO₂ in the heat exchanger 11. The test apparatus includes a 61 cc reciprocating compressor 10 and a vessel 16 with a total volume of 4 liters. The system further includes a counterflow heat exchanger 12 and a liquid line connection from the vessel to point 17 as shown in Fig. 2. The throttle valve 13 is manually operated.
Diese Beispiel zeigt, wie die Steuerung der Kühlkapazität durch Verändern der Position des Drosselventils 13 erreicht wird, wodurch der Druck auf der Hochdruckseite des Strömungskreises verändert wird. Durch Verändern des Druckes auf der Hochdruckseite wird die spezifische Kältemittelenthalpie an dem Verdampfereinlaß gesteuert, was zu einer Modulation der Kältemittelkapazität bei konstantem Massendurchsatz führt.This example shows how control of the cooling capacity is achieved by changing the position of the throttle valve 13, thereby changing the pressure on the high pressure side of the flow circuit. By changing the pressure on the high pressure side, the specific refrigerant enthalpy at the evaporator inlet is controlled, resulting in a modulation of the refrigerant capacity at a constant mass flow rate.
Die Temperatur des in den Verdampfer 14 eingelassenen Wassers wird konstant bei 20ºC gehalten, und die Temperatur des in den Wärmetauscher 11 eingelassenen Wassers wird konstant bei 35ºC gehalten. Die Wasserzirkulation ist sowohl in dem Verdampfer 14 als auch in dem Wärmetauscher 11 konstant. Der Kompressor läuft mit konstanter Geschwindigkeit.The temperature of the water entering the evaporator 14 is kept constant at 20ºC and the temperature of the water entering the heat exchanger 11 is kept constant at 35ºC. The water circulation is constant in both the evaporator 14 and the heat exchanger 11. The compressor runs at a constant speed.
Fig. 6 zeigt die Veränderung der Kühlkapazität (Q), der Kompressorwellenleistung (W), des Drucks (pH) auf der Hochdruckseite, des CO&sub2;-Massendurchsatzes (m), der CO&sub2;-Temperatur (te) am Verdampferauslaß, der CO&sub2;-Temperatur (tb) an dem Auslaß des Wärmetauschers 11 sowie des Flüssigkeitspegels (h) in dem Behälter, wenn das Drosselventil 13 wie oben in der Figur gezeigt betrieben wird. Die Einstellung der Drosselventilstellung ist die einzige Manipulation.Fig. 6 shows the variation of the cooling capacity (Q), the compressor shaft power (W), the pressure (pH) on the high pressure side, the CO₂ mass flow rate (m), the CO₂ temperature (te) at the evaporator outlet, the CO₂ temperature (tb) at the outlet of the heat exchanger 11 and the liquid level (h) in the vessel when the throttle valve 13 is operated as shown in the top of the figure. The adjustment of the throttle valve position is the only manipulation.
Wie in der Figur gezeigt, wird die Kapazität (Q) auf einfache Weise durch Betätigen des Drosselventils 13 gesteuert. Ferner ist der Figur klar zu entnehmen, daß bei stabilen Bedingungen der zirkulierende Massendurchsatz (m) des CO&sub2; im wesentlichen konstant und unabhängig von der Kühlkapazität ist. Die CO&sub2;-Temperatur (tb) an dem Auslaß des Wärmetauschers 11 ist ebenfalls im wesentlichen konstant. Die Kurven zeigen, daß die Veränderung der Kapazität ausschließlich ein Ergebnis der Veränderung des Druckes (pH) auf der Hochdruckseite ist.As shown in the figure, the capacity (Q) is controlled in a simple manner by operating the throttle valve 13. Furthermore, it is clear from the figure that under stable conditions the circulating mass flow rate (m) of CO₂ is essentially constant and independent of the cooling capacity. The CO₂ temperature (tb) at the outlet of the heat exchanger 11 is also essentially constant. The curves show that the change in capacity is exclusively a result of the change in pressure (pH) on the high pressure side.
Ferner ist dem Diagramm zu entnehmen, daß der erhöhte Druck auf der Hochdruckseite eine Verringerung des Flüssigkeitspegels (h) in dem Behälter mit sich bringt, und zwar wegen des Transportes der CO&sub2;-Füllung zu der Hochdruckseite des Kreises.Furthermore, it can be seen from the diagram that the increased pressure on the high pressure side results in a reduction in the liquid level (h) in the vessel, due to the transport of the CO₂ charge to the high pressure side of the circuit.
Schließlich kann festgestellt werden, daß die Übergangsperiode während der Kapazitätssteigerung keine signifikante Überhitzung an dem Verdampferauslaß mit sich bringt, d.h. nur kleine Schwankungen von te.Finally, it can be observed that the transition period during the capacity increase does not entail significant superheat at the evaporator outlet, i.e. only small fluctuations of te.
Mit höherer Temperatur des in den Wärmetauscher 11 eingelassenen Wassers (z.B. höhere Umgebungstemperatur), muß der Druck auf der Hochdruckseite erhöht werden, um eine konstante Kühlkapazität aufrecht zu erhalten. Tabelle 1 zeigt Ergebnisse von Tests, die bei unterschiedlichen Temperaturen (tw) des in den Wärmetauscher 11 eingelassenen Wassers gefahren worden sind.With higher temperature of the water entering the heat exchanger 11 (e.g. higher ambient temperature), the pressure on the high pressure side must be increased in order to maintain a constant cooling capacity. Table 1 shows results of tests carried out at different temperatures (tw) of the water introduced into the heat exchanger 11.
Die Temperatur des in den Verdampfer eingelassenen Wassers wird konstant bei 20ºC gehalten, und der Kompressor läuft mit konstanter Geschwindigkeit.The temperature of the water entering the evaporator is kept constant at 20ºC and the compressor runs at a constant speed.
Wie die Tabelle zeigt, kann die Kühlkapazität im wesentlichen konstant gehalten werden, wenn die Umgebunqstemperatur steigt, und zwar durch Erhöhen des Drucks auf der Hochdruckseite. Der Kältemittelmassendurchsatz ist im wesentlichen konstant, wie gezeigt. Erhöhte Drücke auf der Hochdruckseite bringen eine Verringerung des Flüssigkeitsinhalts des Behälters mit sich, wie durch die Angaben zu dem Flüssigkeitspegel angezeigt. TABELLE 1 BEISPIEL 3 As the table shows, the cooling capacity can be kept substantially constant as the ambient temperature increases by increasing the pressure on the high pressure side. The refrigerant mass flow rate is substantially constant as shown. Increased pressures on the high pressure side bring about a reduction in the liquid content of the vessel as indicated by the liquid level indications. TABLE 1 EXAMPLE 3
Fig. 8 zeigt eine graphische Darstellung von transkritischen Zyklen in dem Entropie/Temperatur-Diagramm. Die in dem Diagramm gezeigten Zyklen basieren auf Messungen bei der Labortestvorrichtung, und zwar während des Betriebs mit fünf verschiedenen Drücken auf der Hochdruckseite. Der Verdampferdruck wurde konstant gehalten. Das Kältemittel war CO&sub2;.Fig. 8 shows a graphical representation of transcritical cycles in the entropy/temperature diagram. The cycles shown in the diagram are based on measurements on the laboratory test device during operation at five different pressures on the high pressure side. The evaporator pressure was kept constant. The refrigerant was CO2.
Das Diagramm gibt einen guten Eindruck von dem Prinzip der Kapazitätssteuerung, wobei es die Änderungen der spezifischen Enthalpie (h) an dem Verdampfereinlaß zeigt, die von Veränderungen des Drucks (p) auf der Hochdruckseite herrühren.The diagram gives a good impression of the principle of capacity control, showing the changes in the specific enthalpy (h) at the evaporator inlet resulting from changes in the pressure (p) on the high pressure side.
Claims (3)
Applications Claiming Priority (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
NO890076A NO890076D0 (en) | 1989-01-09 | 1989-01-09 | AIR CONDITIONING. |
PCT/NO1989/000089 WO1990007683A1 (en) | 1989-01-09 | 1989-09-06 | Trans-critical vapour compression cycle device |
Publications (3)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE68908181T2 DE68908181T2 (en) | 1994-04-14 |
DE68908181T4 DE68908181T4 (en) | 1995-06-14 |
DE68908181T3 true DE68908181T3 (en) | 1998-06-18 |
Family
ID=19891609
Family Applications (2)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE8989910211A Expired - Lifetime DE68908181D1 (en) | 1989-01-09 | 1989-09-06 | METHOD FOR OPERATING A COLD STEAM PROCESS UNDER TRANS-CRITICAL OR OVER-CRITICAL CONDITIONS. |
DE68908181T Expired - Lifetime DE68908181T3 (en) | 1989-01-09 | 1989-09-06 | METHOD FOR OPERATING A COLD STEAM PROCESS UNDER TRANS- OR SUPER-CRITICAL CONDITIONS. |
Family Applications Before (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE8989910211A Expired - Lifetime DE68908181D1 (en) | 1989-01-09 | 1989-09-06 | METHOD FOR OPERATING A COLD STEAM PROCESS UNDER TRANS-CRITICAL OR OVER-CRITICAL CONDITIONS. |
Country Status (10)
Country | Link |
---|---|
EP (1) | EP0424474B2 (en) |
JP (1) | JPH0718602B2 (en) |
KR (1) | KR0126550B1 (en) |
DE (2) | DE68908181D1 (en) |
DK (1) | DK167985B1 (en) |
NO (2) | NO890076D0 (en) |
PL (1) | PL285966A1 (en) |
RU (1) | RU2039914C1 (en) |
UA (1) | UA27758C2 (en) |
WO (1) | WO1990007683A1 (en) |
Families Citing this family (137)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US5245836A (en) * | 1989-01-09 | 1993-09-21 | Sinvent As | Method and device for high side pressure regulation in transcritical vapor compression cycle |
WO1993006423A1 (en) * | 1991-09-16 | 1993-04-01 | Sinvent A/S | Method of high-side pressure regulation in transcritical vapor compression cycle device |
NO915127D0 (en) * | 1991-12-27 | 1991-12-27 | Sinvent As | VARIABLE VOLUME COMPRESSION DEVICE |
NO175830C (en) * | 1992-12-11 | 1994-12-14 | Sinvent As | Kompresjonskjölesystem |
DE4411281B4 (en) * | 1994-03-31 | 2004-07-22 | Daimlerchrysler Ag | Motor vehicle with an air conditioner |
DE4415326C1 (en) * | 1994-05-02 | 1995-06-08 | Buse Gase Gmbh & Co | Gas-cooling method using carbon dioxide under pressure |
DE4432272C2 (en) | 1994-09-09 | 1997-05-15 | Daimler Benz Ag | Method for operating a refrigeration system for air conditioning vehicles and a refrigeration system for performing the same |
CH690189A5 (en) * | 1995-03-10 | 2000-05-31 | Daimler Benz Ag | A method for controlling the power of a system for cooling the passenger compartment of a motor vehicle. |
CH689826A5 (en) * | 1995-05-10 | 1999-12-15 | Daimler Benz Ag | Vehicle air conditioner. |
JPH0949662A (en) * | 1995-08-09 | 1997-02-18 | Aisin Seiki Co Ltd | Compression type air conditioner |
DE19650108A1 (en) * | 1995-12-04 | 1997-06-05 | Denso Corp | Swashplate compressor for cooling system |
AU4482496A (en) * | 1996-01-26 | 1997-08-20 | Konvekta Ag | Compressor refrigerating plant |
DE69732206T2 (en) * | 1996-08-22 | 2005-12-22 | Denso Corp., Kariya | Refrigeration system of the vapor compression type |
JP3508465B2 (en) | 1997-05-09 | 2004-03-22 | 株式会社デンソー | Heat exchanger |
JPH1137579A (en) * | 1997-07-11 | 1999-02-12 | Zexel Corp | Refrigerator |
EP0892226B1 (en) * | 1997-07-18 | 2005-09-14 | Denso Corporation | Pressure control valve for refrigerating system |
JPH1163686A (en) * | 1997-08-12 | 1999-03-05 | Zexel Corp | Refrigeration cycle |
JP3365273B2 (en) * | 1997-09-25 | 2003-01-08 | 株式会社デンソー | Refrigeration cycle |
US6206652B1 (en) | 1998-08-25 | 2001-03-27 | Copeland Corporation | Compressor capacity modulation |
US6105386A (en) * | 1997-11-06 | 2000-08-22 | Denso Corporation | Supercritical refrigerating apparatus |
JPH11193967A (en) * | 1997-12-26 | 1999-07-21 | Zexel:Kk | Refrigerating cycle |
JPH11211250A (en) | 1998-01-21 | 1999-08-06 | Denso Corp | Supercritical freezing cycle |
DE19806654A1 (en) * | 1998-02-18 | 1999-08-19 | Obrist Engineering Gmbh | Air conditioning system for a motor vehicle powered by an internal combustion engine |
DE19813220C2 (en) * | 1998-03-26 | 2002-12-12 | Univ Dresden Tech | Piston expansion machine and method for incorporating this machine into a transcritical compression refrigeration process |
DE19813673B4 (en) | 1998-03-27 | 2004-01-29 | Daimlerchrysler Ag | Method and device for heating and cooling a useful space of a motor vehicle |
JP3861451B2 (en) | 1998-04-20 | 2006-12-20 | 株式会社デンソー | Supercritical refrigeration cycle |
DE19829335C2 (en) * | 1998-07-01 | 2000-06-08 | Kki Klima-, Kaelte- Und Industrieanlagen Schmitt Kg | Refrigeration system |
DE19832480A1 (en) * | 1998-07-20 | 2000-01-27 | Behr Gmbh & Co | Vehicle air conditioning system with carbon dioxide working fluid is designed for limited variation in efficiency over a given range of high pressure deviation, avoiding need for controls on high pressure side |
DE19832479A1 (en) * | 1998-07-20 | 2000-01-27 | Behr Gmbh & Co | Vehicle air conditioning system employing carbon dioxide working fluid includes specially designed expansion valve having orifice with length and diameter orifice limiting maximum operational pressure |
WO2000020808A1 (en) * | 1998-10-08 | 2000-04-13 | Zexel Valeo Climate Control Corporation | Refrigerating cycle |
JP4172006B2 (en) * | 1998-10-19 | 2008-10-29 | 株式会社ヴァレオサーマルシステムズ | Refrigeration cycle |
DE19850914A1 (en) * | 1998-11-05 | 2000-05-18 | Messer Griesheim Gmbh | Air conditioning system for motor vehicle has flap for interrupting air flow into interior of vehicle in ventilation system downstream of heat exchanger and controlled by CO2 sensor |
JP3227651B2 (en) * | 1998-11-18 | 2001-11-12 | 株式会社デンソー | Water heater |
DE19918617C2 (en) * | 1999-04-23 | 2002-01-17 | Valeo Klimatechnik Gmbh | Gas cooler for a supercritical CO¶2¶ high pressure refrigerant circuit of an automotive air conditioning system |
JP2000320910A (en) * | 1999-05-11 | 2000-11-24 | Bosch Automotive Systems Corp | Control method for freezing cycle and freezing cycle using this method |
JP4043144B2 (en) | 1999-06-08 | 2008-02-06 | 三菱重工業株式会社 | Scroll compressor |
JP2001055988A (en) | 1999-06-08 | 2001-02-27 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | Scroll compressor |
JP2000352389A (en) | 1999-06-08 | 2000-12-19 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | Scroll compressor |
JP2000346472A (en) | 1999-06-08 | 2000-12-15 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | Supercritical steam compression cycle |
WO2001006183A1 (en) * | 1999-07-16 | 2001-01-25 | Zexel Valeo Climate Control Corporation | Refrigerating cycle |
DE19935731A1 (en) * | 1999-07-29 | 2001-02-15 | Daimler Chrysler Ag | Operating method for automobile refrigeration unit has cooling medium mass flow regulated by compressor and cooling medium pressure determined by expansion valve for regulation within safety limits |
JP3389539B2 (en) | 1999-08-31 | 2003-03-24 | 三洋電機株式会社 | Internal intermediate pressure type two-stage compression type rotary compressor |
JP2001108315A (en) * | 1999-10-06 | 2001-04-20 | Zexel Valeo Climate Control Corp | Refrigerating cycle |
JP2001174076A (en) * | 1999-10-08 | 2001-06-29 | Zexel Valeo Climate Control Corp | Refrigeration cycle |
JP2002048421A (en) | 2000-08-01 | 2002-02-15 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | Refrigerating cycle system |
JP2002130849A (en) | 2000-10-30 | 2002-05-09 | Calsonic Kansei Corp | Cooling cycle and its control method |
US6457325B1 (en) * | 2000-10-31 | 2002-10-01 | Modine Manufacturing Company | Refrigeration system with phase separation |
US6385980B1 (en) * | 2000-11-15 | 2002-05-14 | Carrier Corporation | High pressure regulation in economized vapor compression cycles |
JP3510587B2 (en) * | 2000-12-06 | 2004-03-29 | 三菱重工業株式会社 | Cooling cycle for air conditioner and lubricating oil for cooling cycle |
US6523365B2 (en) * | 2000-12-29 | 2003-02-25 | Visteon Global Technologies, Inc. | Accumulator with internal heat exchanger |
DE10137999A1 (en) * | 2001-08-02 | 2003-02-13 | Bayerische Motoren Werke Ag | Refrigerator for motor vehicle air conditioning has high and low pressure sections with heat exchanger between them |
DE10140630A1 (en) * | 2001-08-18 | 2003-02-27 | Bayerische Motoren Werke Ag | Cooling plant for motor vehicles has coolant expansion elements and heat accumulator with two operating modes |
US7076964B2 (en) * | 2001-10-03 | 2006-07-18 | Denso Corporation | Super-critical refrigerant cycle system and water heater using the same |
JP3956674B2 (en) | 2001-11-13 | 2007-08-08 | ダイキン工業株式会社 | Refrigerant circuit |
US6568199B1 (en) * | 2002-01-22 | 2003-05-27 | Carrier Corporation | Method for optimizing coefficient of performance in a transcritical vapor compression system |
WO2003083381A1 (en) | 2002-03-28 | 2003-10-09 | Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. | Refrigerating cycle device |
JP2003294338A (en) * | 2002-03-29 | 2003-10-15 | Japan Climate Systems Corp | Heat exchanger |
JP4522641B2 (en) * | 2002-05-13 | 2010-08-11 | 株式会社デンソー | Vapor compression refrigerator |
DE10223712C1 (en) * | 2002-05-28 | 2003-10-30 | Thermo King Deutschland Gmbh | Climate-control device for automobile with modular heat exchanger in heat exchanger fluid circuit adaptable for different automobile types |
DE20208337U1 (en) * | 2002-05-28 | 2003-10-16 | Thermo King Deutschland GmbH, 68766 Hockenheim | Air conditioning system for large vehicles has an inner cooling circuit and a modular flat finned tube exterior condenser with two or more modules in parallel |
TWI301188B (en) | 2002-08-30 | 2008-09-21 | Sanyo Electric Co | Refrigeant cycling device and compressor using the same |
DE10306394A1 (en) * | 2003-02-15 | 2004-08-26 | Volkswagen Ag | Refrigerant circuit with a regulated swash plate compressor |
JP4286064B2 (en) * | 2003-05-30 | 2009-06-24 | 三洋電機株式会社 | Cooling system |
JP4179927B2 (en) | 2003-06-04 | 2008-11-12 | 三洋電機株式会社 | Method for setting refrigerant filling amount of cooling device |
DE10332505B3 (en) * | 2003-07-17 | 2005-01-13 | Daimlerchrysler Ag | Air conditioning system for interior of motor vehicle driven by internal combustion engine has coolant circuit connection lines forming inner heat exchanger; evaporator is arranged inside vehicle |
DE10338388B3 (en) * | 2003-08-21 | 2005-04-21 | Daimlerchrysler Ag | Method for controlling an air conditioning system |
US6923011B2 (en) | 2003-09-02 | 2005-08-02 | Tecumseh Products Company | Multi-stage vapor compression system with intermediate pressure vessel |
US6959557B2 (en) | 2003-09-02 | 2005-11-01 | Tecumseh Products Company | Apparatus for the storage and controlled delivery of fluids |
US6813895B2 (en) * | 2003-09-05 | 2004-11-09 | Carrier Corporation | Supercritical pressure regulation of vapor compression system by regulation of adaptive control |
JP2005098635A (en) * | 2003-09-26 | 2005-04-14 | Zexel Valeo Climate Control Corp | Refrigeration cycle |
US7010927B2 (en) * | 2003-11-07 | 2006-03-14 | Carrier Corporation | Refrigerant system with controlled refrigerant charge amount |
US7096679B2 (en) | 2003-12-23 | 2006-08-29 | Tecumseh Products Company | Transcritical vapor compression system and method of operating including refrigerant storage tank and non-variable expansion device |
KR20050072299A (en) * | 2004-01-06 | 2005-07-11 | 삼성전자주식회사 | Cooling and heating air conditioning system |
US7131294B2 (en) | 2004-01-13 | 2006-11-07 | Tecumseh Products Company | Method and apparatus for control of carbon dioxide gas cooler pressure by use of a capillary tube |
JP2005214444A (en) * | 2004-01-27 | 2005-08-11 | Sanyo Electric Co Ltd | Refrigerator |
JP2005226913A (en) * | 2004-02-12 | 2005-08-25 | Sanyo Electric Co Ltd | Transient critical refrigerant cycle device |
JP2005226927A (en) * | 2004-02-13 | 2005-08-25 | Sanyo Electric Co Ltd | Refrigerant cycle device |
JP2005226918A (en) * | 2004-02-12 | 2005-08-25 | Sanyo Electric Co Ltd | Solar battery driven refrigerant cycle device, water heater, hot storage, cooling storage, beverage feeder, and air conditioner |
DE102004008210A1 (en) * | 2004-02-19 | 2005-09-01 | Valeo Klimasysteme Gmbh | A method for operating a motor vehicle air conditioning system as a heat pump to provide interior heating with a cold engine |
DE102004014812B3 (en) * | 2004-03-24 | 2005-08-11 | Adam Opel Ag | Air conditioning plant for vehicle has heat exchanger fixed to powertrain unit and connected to the compressor via a line fixed to powertrain unit |
DE102004015297A1 (en) * | 2004-03-29 | 2005-11-03 | Andreas Bangheri | Apparatus and method for cyclic vapor compression |
JP2009052880A (en) * | 2004-03-29 | 2009-03-12 | Mitsubishi Electric Corp | Heat pump water heater |
JP4613526B2 (en) * | 2004-06-23 | 2011-01-19 | 株式会社デンソー | Supercritical heat pump cycle equipment |
NL1026728C2 (en) * | 2004-07-26 | 2006-01-31 | Antonie Bonte | Improvement of cooling systems. |
JP4670329B2 (en) | 2004-11-29 | 2011-04-13 | 三菱電機株式会社 | Refrigeration air conditioner, operation control method of refrigeration air conditioner, refrigerant amount control method of refrigeration air conditioner |
DE102005022513A1 (en) * | 2005-05-11 | 2006-11-16 | Behr Gmbh & Co. Kg | Refrigerant pipes for air conditioners |
JP2007085685A (en) * | 2005-09-26 | 2007-04-05 | Sanyo Electric Co Ltd | Co2 cycle driving device using solar power generation |
JP4848211B2 (en) * | 2006-06-08 | 2011-12-28 | 株式会社日立プラントテクノロジー | Dehumidification air conditioning system |
JP4591355B2 (en) * | 2006-01-13 | 2010-12-01 | 株式会社日立プラントテクノロジー | Dehumidification air conditioning system |
CN101713573B (en) * | 2006-01-13 | 2013-07-03 | 株式会社日立工业设备技术 | Dehumidifying air conditioning system |
JP2007187407A (en) * | 2006-01-16 | 2007-07-26 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigeration cycle device and operation method for refrigeration cycle device |
DE102006005035B3 (en) | 2006-02-03 | 2007-09-27 | Airbus Deutschland Gmbh | cooling system |
JP2007263433A (en) * | 2006-03-28 | 2007-10-11 | Sanyo Electric Co Ltd | Refrigerant cycle device and heat exchanger for the same |
US8196421B2 (en) | 2006-06-01 | 2012-06-12 | Carrier Corporation | System and method for controlled expansion valve adjustment |
DE102007043162B4 (en) * | 2006-09-14 | 2021-02-25 | Konvekta Ag | Air conditioning with automatic refrigerant shift |
JP5040256B2 (en) * | 2006-10-19 | 2012-10-03 | パナソニック株式会社 | Refrigeration cycle apparatus and control method thereof |
US20100050668A1 (en) * | 2006-11-30 | 2010-03-04 | Carrier Corporation | Refrigerant Charge Storage |
DE102007027524A1 (en) * | 2007-06-15 | 2008-12-18 | Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft | Hybrid vehicle has internal combustion engine, gear and electrical energy storage, and electrical machine is arranged between combustion engine and transmission, and drive moment is generated in drive mode from electrically stored energy |
NO327832B1 (en) | 2007-06-29 | 2009-10-05 | Sinvent As | Steam circuit compression dress system with closed circuit as well as method for operating the system. |
US8157538B2 (en) | 2007-07-23 | 2012-04-17 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Capacity modulation system for compressor and method |
DE202007011617U1 (en) | 2007-08-20 | 2009-01-08 | Thermo King Deutschland Gmbh | Arrangement for air conditioning a vehicle |
DE102007039195B4 (en) * | 2007-08-20 | 2015-03-26 | Ingersoll-Rand Klimasysteme Deutschland Gmbh | Arrangement for air conditioning a vehicle |
JP2009139037A (en) * | 2007-12-07 | 2009-06-25 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | Refrigerant circuit |
EP2304345A4 (en) * | 2008-05-14 | 2014-10-15 | Carrier Corp | Charge management in refrigerant vapor compression systems |
DK2318782T3 (en) * | 2008-07-07 | 2019-04-23 | Carrier Corp | COOLING CIRCUIT |
NO331155B1 (en) | 2008-12-02 | 2011-10-24 | Varmepumpen As | Heat pump / air conditioner with sequential operation |
ES2623055T3 (en) | 2009-01-27 | 2017-07-10 | Emerson Climate Technologies, Inc. | System and discharge method for a compressor |
EP2414745A2 (en) * | 2009-04-01 | 2012-02-08 | Thar Geothermal, Inc. | Geothermal energy system |
JP2010261670A (en) * | 2009-05-08 | 2010-11-18 | Mitsubishi Electric Corp | Refrigerating device |
JP2011133208A (en) * | 2009-12-25 | 2011-07-07 | Sanyo Electric Co Ltd | Refrigerating apparatus |
JP5496645B2 (en) * | 2009-12-25 | 2014-05-21 | 三洋電機株式会社 | Refrigeration equipment |
DK2339265T3 (en) | 2009-12-25 | 2018-05-28 | Sanyo Electric Co | Cooling device |
JP5484890B2 (en) * | 2009-12-25 | 2014-05-07 | 三洋電機株式会社 | Refrigeration equipment |
JP5484889B2 (en) * | 2009-12-25 | 2014-05-07 | 三洋電機株式会社 | Refrigeration equipment |
JP2011133206A (en) * | 2009-12-25 | 2011-07-07 | Sanyo Electric Co Ltd | Refrigerating apparatus |
DK2339266T3 (en) | 2009-12-25 | 2018-05-28 | Sanyo Electric Co | Cooling device |
CA2812883A1 (en) | 2010-10-14 | 2012-04-19 | Energreen Heat Recovery As | Method and system for the utilization of an energy source of relatively low temperature |
DE102011052776B4 (en) * | 2011-04-27 | 2016-12-29 | Dürr Thermea Gmbh | Supercritical heat pump |
JP6174314B2 (en) * | 2012-12-14 | 2017-08-02 | シャープ株式会社 | Refrigeration system equipment |
JP6087611B2 (en) * | 2012-12-14 | 2017-03-01 | シャープ株式会社 | Refrigeration cycle and air conditioner equipped with the same |
FR3005154B1 (en) * | 2013-04-26 | 2015-05-15 | Commissariat Energie Atomique | ELECTROMAGNETICALLY INDUCED HEATING FURNACE, USE OF THE OVEN FOR FUSION OF A MIXTURE OF METAL (UX) AND OXIDE (S) REPRESENTATIVE OF A CORIUM |
JPWO2015022958A1 (en) | 2013-08-14 | 2017-03-02 | セントラル硝子株式会社 | Heat transfer method and high temperature heat pump device |
JP6388260B2 (en) * | 2014-05-14 | 2018-09-12 | パナソニックIpマネジメント株式会社 | Refrigeration equipment |
DE102015006189B4 (en) | 2015-05-15 | 2024-07-11 | Audi Ag | Method for increasing the filling level and filling quantity of a vehicle refrigeration system |
JP6555584B2 (en) | 2015-09-11 | 2019-08-07 | パナソニックIpマネジメント株式会社 | Refrigeration equipment |
JP6814974B2 (en) | 2015-09-11 | 2021-01-20 | パナソニックIpマネジメント株式会社 | Refrigeration equipment |
FR3044748B1 (en) * | 2015-12-03 | 2019-07-19 | Commissariat A L'energie Atomique Et Aux Energies Alternatives | COLD HOLLOW OVEN HEATED BY TWO ELECTROMAGNETIC INDUCERS, USE OF THE OVEN FOR THE FUSION OF A MIXTURE OF METAL (UX) AND OXIDE (S) REPRESENTATIVE OF A CORIUM |
CN108603697B (en) * | 2016-02-08 | 2020-06-05 | 松下知识产权经营株式会社 | Refrigerating device |
WO2017138420A1 (en) * | 2016-02-08 | 2017-08-17 | パナソニックIpマネジメント株式会社 | Refrigeration device |
JP6537703B2 (en) * | 2016-03-17 | 2019-07-03 | 三菱電機株式会社 | Heat pump water heater |
WO2018163345A1 (en) * | 2017-03-09 | 2018-09-13 | 三菱電機株式会社 | Heat pump hot water supply device |
DE102017118424A1 (en) | 2017-08-13 | 2019-02-14 | Konvekta Aktiengesellschaft | Circulatory system for a fuel cell vehicle |
DE102017118425A1 (en) | 2017-08-13 | 2019-02-14 | Konvekta Aktiengesellschaft | Circulatory system for a vehicle and method |
JP2019207088A (en) * | 2018-05-30 | 2019-12-05 | 株式会社前川製作所 | Heat pump system |
CN109163917B (en) * | 2018-07-19 | 2020-03-31 | 西安交通大学 | Transcritical CO2Heat pump accelerated life experiment system and method |
CN114543382A (en) | 2020-11-25 | 2022-05-27 | 松下知识产权经营株式会社 | Refrigerating apparatus |
WO2024129926A1 (en) * | 2022-12-14 | 2024-06-20 | Icebox Heat Pumps Inc. | Systems and methods of heating and cooling cycle with isochoric heating |
Family Cites Families (13)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE278095C (en) * | ||||
US1408453A (en) * | 1921-01-24 | 1922-03-07 | Justus C Goosmann | Refrigerating apparatus |
US3400555A (en) * | 1966-05-02 | 1968-09-10 | American Gas Ass | Refrigeration system employing heat actuated compressor |
JPS49128344A (en) * | 1973-04-11 | 1974-12-09 | ||
US3844131A (en) * | 1973-05-22 | 1974-10-29 | Dunham Bush Inc | Refrigeration system with head pressure control |
US3872682A (en) * | 1974-03-18 | 1975-03-25 | Northfield Freezing Systems In | Closed system refrigeration or heat exchange |
GB1544804A (en) * | 1977-05-02 | 1979-04-25 | Commercial Refrigeration Ltd | Apparatus for and methods of transferring heat between bodies of fluid or other substance |
US4224801A (en) * | 1978-11-13 | 1980-09-30 | Lewis Tyree Jr | Stored cryogenic refrigeration |
JPS5582270A (en) * | 1978-12-15 | 1980-06-20 | Nippon Denso Co | Refrigerating plant |
JPS5828906B2 (en) * | 1980-09-05 | 1983-06-18 | 株式会社デンソー | Refrigeration equipment |
JPS58120056A (en) * | 1982-01-09 | 1983-07-16 | 三菱電機株式会社 | Refrigerator |
KR860002704A (en) * | 1984-09-06 | 1986-04-28 | 야마시다 도시히꼬 | Heat pump |
JPH0718602A (en) * | 1993-06-29 | 1995-01-20 | Sekisui Chem Co Ltd | Tie plug |
-
1989
- 1989-01-09 NO NO890076A patent/NO890076D0/en unknown
- 1989-09-06 UA UA93003690A patent/UA27758C2/en unknown
- 1989-09-06 DE DE8989910211A patent/DE68908181D1/en not_active Expired - Lifetime
- 1989-09-06 JP JP1509515A patent/JPH0718602B2/en not_active Expired - Lifetime
- 1989-09-06 EP EP89910211A patent/EP0424474B2/en not_active Expired - Lifetime
- 1989-09-06 DE DE68908181T patent/DE68908181T3/en not_active Expired - Lifetime
- 1989-09-06 KR KR1019900701990A patent/KR0126550B1/en not_active IP Right Cessation
- 1989-09-06 WO PCT/NO1989/000089 patent/WO1990007683A1/en active IP Right Grant
-
1990
- 1990-07-06 RU SU904830938A patent/RU2039914C1/en not_active IP Right Cessation
- 1990-07-06 PL PL28596690A patent/PL285966A1/en unknown
- 1990-09-07 NO NO903903A patent/NO171810C/en not_active IP Right Cessation
- 1990-09-07 DK DK214690A patent/DK167985B1/en not_active IP Right Cessation
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
DE68908181D1 (en) | 1993-09-09 |
KR0126550B1 (en) | 1998-04-03 |
JPH0718602B2 (en) | 1995-03-06 |
EP0424474B1 (en) | 1993-08-04 |
DK214690D0 (en) | 1990-09-07 |
WO1990007683A1 (en) | 1990-07-12 |
NO890076D0 (en) | 1989-01-09 |
PL285966A1 (en) | 1991-03-25 |
KR910700437A (en) | 1991-03-15 |
UA27758C2 (en) | 2000-10-16 |
JPH03503206A (en) | 1991-07-18 |
NO903903D0 (en) | 1990-09-07 |
DE68908181T4 (en) | 1995-06-14 |
DK214690A (en) | 1990-11-06 |
NO903903L (en) | 1990-09-07 |
NO171810C (en) | 1993-05-05 |
DE68908181T2 (en) | 1994-04-14 |
EP0424474B2 (en) | 1997-11-19 |
RU2039914C1 (en) | 1995-07-20 |
NO171810B (en) | 1993-01-25 |
DK167985B1 (en) | 1994-01-10 |
EP0424474A1 (en) | 1991-05-02 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
DE68908181T3 (en) | METHOD FOR OPERATING A COLD STEAM PROCESS UNDER TRANS- OR SUPER-CRITICAL CONDITIONS. | |
DE69315087T2 (en) | TRANSCRITICAL VAPOR COMPRESSION DEVICE | |
DE69219621T2 (en) | DEVICE WORKING WITH TRANSCRITICAL VAPOR, HAVING A COMPRESSION CIRCUIT, WITH A HIGH PRESSURE STORAGE CHANGING IN VOLUME | |
DE60016837T2 (en) | Supercritical vapor compression cycle | |
DE60128244T2 (en) | METHOD AND ARRANGEMENT FOR DEFROSTING A STEAM COMPACTER | |
DE2545606C2 (en) | Method for operating a cooling system and cooling system for carrying out the method | |
EP2244040B1 (en) | Flashgas removal from a receiver in a refrigeration circuit | |
EP0855009B1 (en) | Sorption heat converter system with additional components | |
WO2006015741A1 (en) | Refrigeration circuit and method for operating a refrigeration circuit | |
DE69126140T2 (en) | Absorption circuit with steam exchange and double generator-absorber heat exchange | |
DE60022251T2 (en) | Refrigeration system with a cooling circuit offering optimized consumption | |
DE202007017723U1 (en) | Plant for refrigeration, heating or air conditioning, in particular refrigeration system | |
DE69921871T2 (en) | Absorption refrigeration system with coupling of condensate and solution | |
DE19829335C2 (en) | Refrigeration system | |
DE4230818A1 (en) | Method and device for regulating the output of a compression heat pump and / or chiller | |
DE3129957C2 (en) | ||
DE102007062343B4 (en) | Method and arrangement for refrigeration after a water-lithium bromide absorption cooling process | |
DE102020122713A1 (en) | Heat pump and method for operating a heat pump | |
EP1620684B1 (en) | Method for control of a carnot cycle process and plant for carrying out the same | |
DE68926533T2 (en) | Double evaporator cooling device for household refrigerators | |
DE102016009681B3 (en) | Working method of a sorption plant with main and auxiliary circuit for cooling | |
EP1072850B1 (en) | Refrigeration plant | |
DE10344698A1 (en) | Combined compression and liquefaction device for refrigeration medium in refrigeration or heat pump process | |
DE112016006644B4 (en) | HEAT PUMP TYPE HEATING DEVICE | |
DE1751375C (en) | Absorption refrigeration system |